出口過(guò)熱度對(duì)CO2微通道蒸發(fā)器性能的影響

,2 ,2

(1 上海交通大學(xué)制冷與低溫工程研究所 上海 200240； 2 上海市高效冷卻系統(tǒng)工程技術(shù)中心 上海 200240)

國(guó)內(nèi)很多學(xué)者研究了蒸發(fā)器過(guò)熱度對(duì)系統(tǒng)或部件性能的影響。梁彩華等[1]運(yùn)用模型仿真和實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證方法研究了過(guò)熱度變化對(duì)風(fēng)冷螺桿熱泵機(jī)組的性能影響，結(jié)果發(fā)現(xiàn)降低蒸發(fā)器出口過(guò)熱度對(duì)系統(tǒng)性能有較大提高。梁莉等[2]利用軟件對(duì)不同流路布置方式的翅片管蒸發(fā)器進(jìn)行模擬計(jì)算,分別對(duì)比了R22、R134a、R410A在不同出口過(guò)熱度下蒸發(fā)器的換熱量，結(jié)果表明蒸發(fā)器出口過(guò)熱度越大，制冷量越小，制冷劑R410A的換熱性能最佳。嚴(yán)瑞東等[3-4]研究了過(guò)熱度對(duì)R134a車(chē)用空調(diào)系統(tǒng)性能的影響，結(jié)果表明蒸發(fā)器能力隨蒸發(fā)器出口過(guò)熱度的減小而增大，系統(tǒng)中蒸發(fā)器的能力最多提升19.4%。朱宇驍?shù)萚5]對(duì)平行流蒸發(fā)器進(jìn)行了設(shè)計(jì)研究。盡管上述研究方法各異，但結(jié)果都表明對(duì)于蒸發(fā)器而言，蒸發(fā)器出口過(guò)熱度越小，蒸發(fā)器內(nèi)的兩相區(qū)越大，換熱器的傳熱面積利用率越大，換熱能力越強(qiáng)，而且隨著過(guò)熱度減小，制冷量增大的幅度逐漸減小，直到蒸發(fā)器出口無(wú)過(guò)熱，出口干度控制在0.95左右時(shí)，可以在達(dá)到最大制冷量的同時(shí)保證壓縮機(jī)安全穩(wěn)定運(yùn)行[6-7]，實(shí)現(xiàn)快速降溫。此外，蒸發(fā)器出口溫度隨蒸發(fā)器出口過(guò)熱度的減小而減小，蒸發(fā)器進(jìn)出口溫差隨之減小，有利于改善蒸發(fā)器表面溫度分布的均勻性，從而改善蒸發(fā)器出風(fēng)溫度的均勻性。

CO2是一種ODP=0，GWP=1的天然物質(zhì)，成本低、不可燃、體積熱容高、密度大[8]。CO2微通道蒸發(fā)器扁管內(nèi)孔徑比其他制冷劑小得多，現(xiàn)有CO2蒸發(fā)器公開(kāi)文獻(xiàn)主要集中于模型的建立、理論計(jì)算、微管內(nèi)CO2流動(dòng)狀態(tài)的微觀機(jī)理研究[9-14]，對(duì)于過(guò)熱度對(duì)CO2蒸發(fā)器制冷能力和出風(fēng)溫度的影響的相關(guān)研究較少，相比于其他制冷劑，CO2是否具有不同的結(jié)果, 在實(shí)際運(yùn)行中表現(xiàn)出的規(guī)律未得到揭示。因此，本文基于CO2作為制冷劑使用的特殊性，自行搭建了CO2汽車(chē)空調(diào)微通道蒸發(fā)器實(shí)驗(yàn)臺(tái)，參照德國(guó)汽車(chē)工業(yè)協(xié)會(huì)頒布的CO2蒸發(fā)器測(cè)試實(shí)驗(yàn)工況[15]，研究了蒸發(fā)器出口過(guò)熱度對(duì)蒸發(fā)器性能的影響，對(duì)CO2微通道蒸發(fā)器的設(shè)計(jì)優(yōu)化、出風(fēng)溫度的控制以及CO2汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)零部件的匹配具有一定的指導(dǎo)作用。

1 關(guān)鍵參數(shù)對(duì)CO2蒸發(fā)器性能的影響

CO2微通道蒸發(fā)器在運(yùn)行中的性能主要受入口干度、蒸發(fā)溫度、出口過(guò)熱度及風(fēng)量的影響，當(dāng)這些參數(shù)保持不變，蒸發(fā)器能力即可確定。因此研究蒸發(fā)器單體性能，需要先從理論上分析這些因素的影響規(guī)律，可進(jìn)行如下假設(shè)：1)系統(tǒng)中只存在節(jié)流機(jī)構(gòu)的壓降；2)節(jié)流過(guò)程為等焓過(guò)程；3)壓縮過(guò)程為等熵過(guò)程；4)系統(tǒng)與外界沒(méi)有熱量交換，沒(méi)有熱量損失。

當(dāng)保持蒸發(fā)溫度0 ℃，過(guò)熱度5 K，閥前溫度30 ℃不變時(shí)，通過(guò)改變閥前壓力來(lái)實(shí)現(xiàn)不同蒸發(fā)器入口干度調(diào)節(jié)，在lgp-h圖中畫(huà)出理論循環(huán)如圖1所示。可知隨著閥前壓力不斷升高，節(jié)流過(guò)程不斷左移，使經(jīng)節(jié)流后的兩相制冷劑干度變小。當(dāng)蒸發(fā)溫度、出口過(guò)熱度不變時(shí)，單位制冷量不斷增大。圖2的理論計(jì)算證明了這一結(jié)果，也可以看出單位制冷量隨著蒸發(fā)溫度的減小而增大。但在實(shí)際運(yùn)行過(guò)程中蒸發(fā)溫度不能過(guò)低，否則會(huì)出現(xiàn)結(jié)霜而影響蒸發(fā)器的性能。

圖1 隨蒸發(fā)器入口干度變化的CO2系統(tǒng)lgp-h圖Fig.1 lgp-h diagram of CO2 system varying with evaporator inlet quality

圖2 入口干度及蒸發(fā)溫度與蒸發(fā)器單位制冷量的關(guān)系Fig.2 Relations between evaporator inlet quality and unit cooling capacity under different evaporating temperatures

圖3 過(guò)熱度與蒸發(fā)器單位制冷量的關(guān)系Fig.3 Relations between superheat and evaporator unit cooling capacity

圖3所示為保持蒸發(fā)溫度0 ℃，閥前溫度30 ℃、壓力9 MPa不變時(shí)，改變蒸發(fā)器出口過(guò)熱度對(duì)單位制冷量的影響，可以看出單位制冷量隨著過(guò)熱度的增加而逐漸增大，但增大幅度不大，過(guò)熱度從1～10 K，單位制冷量增長(zhǎng)9%。理論循環(huán)假設(shè)壓縮過(guò)程為等熵壓縮，而在實(shí)際壓縮過(guò)程中，吸氣過(guò)熱度增大導(dǎo)致排氣溫度迅速上升，對(duì)系統(tǒng)運(yùn)行造成不利影響。蒸發(fā)器出口過(guò)熱度過(guò)大說(shuō)明蒸發(fā)器有較大的過(guò)熱區(qū)，與兩相區(qū)沸騰換熱相比，過(guò)熱區(qū)的傳熱系數(shù)小很多[16]，造成蒸發(fā)器換熱面積浪費(fèi)。此外，隨著蒸發(fā)器出口過(guò)熱度增大，CO2比體積增大，對(duì)于同一排量壓縮機(jī)而言，吸氣密度減小,蒸發(fā)器流量減小，使最終的制冷量結(jié)果無(wú)法預(yù)期，因此需要通過(guò)合理的實(shí)驗(yàn)得出結(jié)論。由圖4可知，與R134a相比，CO2的密度隨過(guò)熱度變化的影響要大得多。

圖4 過(guò)熱度與制冷劑密度的關(guān)系Fig.4 Relations between superheat and density of refrigerants

2 蒸發(fā)器測(cè)試實(shí)驗(yàn)臺(tái)

2.1 CO2微通道蒸發(fā)器樣件

CO2微通道平行流蒸發(fā)器采用高耐壓扁管材料、扁管折彎工藝以及集流管新型設(shè)計(jì)而成，最大工作壓力可達(dá)11 MPa，克服了應(yīng)用于CO2汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)的技術(shù)挑戰(zhàn)。它由微通道鋁扁管和百葉窗翅片組成，共51列2排扁管，蒸發(fā)器樣件及其主要結(jié)構(gòu)參數(shù)分別如圖5和表1所示。

表1 蒸發(fā)器樣件結(jié)構(gòu)參數(shù)Tab.1 The structural parameters of evaporator sample

圖5 蒸發(fā)器樣件Fig.5 Evaporator sample

圖6所示為蒸發(fā)器內(nèi)部流量分配，共計(jì)6個(gè)流程，同側(cè)進(jìn)出口，每一流程利用隔板隔開(kāi)，扁管數(shù)分配為11-12-12-12-12-11，共51根兩排扁管，制冷劑從進(jìn)口流入，流完一面后進(jìn)入另一面，再?gòu)某隹诹鞒觥?/p>

圖6 蒸發(fā)器內(nèi)部流程分配Fig.6 Evaporator internal flow distribution

2.2 CO2微通道蒸發(fā)器測(cè)試系統(tǒng)

CO2微通道蒸發(fā)器實(shí)驗(yàn)在汽車(chē)空調(diào)焓差性能實(shí)驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行，整個(gè)測(cè)試臺(tái)分為氣冷器室和蒸發(fā)器室兩個(gè)環(huán)境室，每個(gè)環(huán)境室都有獨(dú)立的制冷機(jī)、加熱設(shè)備以及加濕設(shè)備，能夠?qū)崿F(xiàn)各環(huán)境室內(nèi)的干球溫度和濕球溫度的精確控制，環(huán)境室內(nèi)有標(biāo)準(zhǔn)風(fēng)洞，通過(guò)標(biāo)準(zhǔn)噴嘴前后的壓差測(cè)量來(lái)分別獲得氣冷器和蒸發(fā)器的風(fēng)量大小，氣冷器與蒸發(fā)器前后均有空氣采集設(shè)備，對(duì)各換熱器前后空氣的干濕球溫度進(jìn)行采集和測(cè)量，從而得到換熱器前后空氣的焓差值，再通過(guò)噴嘴測(cè)出的空氣流量，即可算出蒸發(fā)器的空氣側(cè)換熱量。

針對(duì)所要測(cè)試的CO2微通道蒸發(fā)器，本文根據(jù)制冷量的大小進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)零部件的開(kāi)發(fā)匹配。圖7所示為CO2微通道蒸發(fā)器性能測(cè)試實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)。蒸發(fā)器為被測(cè)樣件，所用氣冷器是微通道平行流換熱器，采用高耐壓扁管材料、扁管折彎工藝以及集流管新型設(shè)計(jì)等，氣冷器最大工作壓力達(dá)到15 MPa，芯體尺寸(寬×長(zhǎng)×高)為645 mm×456 mm×16 mm；壓縮機(jī)排量為6 cm3/r，是直流變頻的滾動(dòng)轉(zhuǎn)子式壓縮機(jī)，可以實(shí)現(xiàn)1 800～7 200 r/min的轉(zhuǎn)速調(diào)節(jié)范圍；電子膨脹閥(EXV)為CO2專(zhuān)用電子膨脹閥，口徑為1.4 mm，開(kāi)度調(diào)節(jié)范圍為0～500脈沖，通過(guò)控制器手動(dòng)調(diào)節(jié)；CO2質(zhì)量流量計(jì)用來(lái)測(cè)量系統(tǒng)管路內(nèi)制冷劑流量，可以獲得蒸發(fā)器的制冷劑側(cè)換熱量，流量計(jì)量程為0～650 kg/h，安裝在EXV之前。蒸發(fā)器之后安裝了儲(chǔ)液罐，容積為600 mL；此外，在儲(chǔ)液罐之后增加了一個(gè)換熱器及風(fēng)扇，用來(lái)提升壓縮機(jī)吸氣過(guò)熱度。特別當(dāng)蒸發(fā)器出口無(wú)過(guò)熱，液相制冷劑較多時(shí)，可以通過(guò)調(diào)節(jié)風(fēng)扇端子電壓改變風(fēng)量，保證壓縮機(jī)的安全穩(wěn)定運(yùn)行，以滿足蒸發(fā)器完整的過(guò)熱度實(shí)驗(yàn)。圖7中標(biāo)注了溫度壓力測(cè)點(diǎn)的位置，測(cè)量參數(shù)范圍及精度如表2所示，計(jì)算得到的蒸發(fā)器制冷量不確定度為±3%。

圖7 CO2微通道蒸發(fā)器性能測(cè)試實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)Fig.7 CO2 micro-channel evaporator performance test system

參數(shù)范圍精度溫度/℃-50～150±0.5高壓側(cè)壓力/kPa0～20 000±10.0低壓側(cè)壓力/kPa0～10 000±10.0制冷劑質(zhì)量流量/(kg/h)0～650±1.5空氣側(cè)壓差/Pa0～500±2壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速/(r/min)1 800～7 200±6

2.3 實(shí)驗(yàn)工況設(shè)計(jì)

CO2微通道蒸發(fā)器實(shí)驗(yàn)工況如表3所示，并參考德國(guó)汽車(chē)工業(yè)協(xié)會(huì)DIN標(biāo)準(zhǔn)的最大制冷量測(cè)試工況[15]，通過(guò)手動(dòng)調(diào)節(jié)電子膨脹閥控制器進(jìn)行過(guò)熱度調(diào)節(jié)，同時(shí)控制壓縮機(jī)頻率以保證蒸發(fā)壓力不變，實(shí)驗(yàn)中將過(guò)熱度逐漸從較大值18 K降到無(wú)過(guò)熱的狀態(tài)(蒸發(fā)器出口制冷劑干度控制在0.95±0.05)，研究整個(gè)過(guò)程蒸發(fā)器性能和出風(fēng)溫度的變化規(guī)律。

實(shí)驗(yàn)中初始充注量為0.9 kg，此時(shí)充注量過(guò)少，導(dǎo)致EXV調(diào)到最大時(shí)的過(guò)熱度依然很大，排氣溫度很容易到達(dá)限定值120 ℃。因此需要慢慢增加充注量，每次增加100 g，當(dāng)充注量從0.9 kg增加到1.1 kg時(shí)，在滿足其他控制條件的情況下，發(fā)現(xiàn)過(guò)熱度可調(diào)節(jié)范圍越來(lái)越大，到1.1 kg時(shí)就能滿足所有過(guò)熱度工況的調(diào)節(jié)，隨后繼續(xù)充注發(fā)現(xiàn)過(guò)熱度降低，調(diào)節(jié)范圍也變小，到1.3 kg時(shí)充注量過(guò)大，控制蒸發(fā)壓力的條件下無(wú)論EXV如何調(diào)節(jié)，蒸發(fā)器出口都已無(wú)過(guò)熱。此外，在某一特定充注量下，若保持蒸發(fā)壓力不變，單純地依靠氣冷器側(cè)環(huán)境參數(shù)控制閥前狀態(tài)效果甚微，特別是當(dāng)需要的閥前壓力較高且蒸發(fā)壓力保持不變時(shí)，閥前溫度很難達(dá)到特定的工況要求?？梢栽跉饫淦骱笤黾舆^(guò)冷器改善，但同時(shí)給實(shí)驗(yàn)帶來(lái)很多不便，本文的實(shí)驗(yàn)中采用改變制冷劑充注量實(shí)現(xiàn)閥前狀態(tài)的控制。綜上所述，實(shí)驗(yàn)中需同時(shí)調(diào)節(jié)制冷劑充注量、EXV開(kāi)度、壓縮機(jī)頻率、氣冷器側(cè)進(jìn)風(fēng)溫度和風(fēng)量。還需時(shí)刻控制吸氣過(guò)熱度，可通過(guò)儲(chǔ)液罐后的風(fēng)機(jī)端子電壓進(jìn)行調(diào)節(jié)。

表3 CO2微通道蒸發(fā)器實(shí)驗(yàn)測(cè)試工況Tab.3 Experimental conditions of CO2 micro-channelevaporator test

3 實(shí)驗(yàn)結(jié)果及討論

3.1 計(jì)算方法

實(shí)驗(yàn)中制冷劑側(cè)換熱量與空氣側(cè)換熱量計(jì)算結(jié)果存在一定偏差，因此需要多組實(shí)驗(yàn)來(lái)驗(yàn)證偏差的大小，從而選擇合適的換熱量作為結(jié)果。相關(guān)計(jì)算為：

空氣側(cè)制冷量：

Qa=ma(hai-hao)

(1)

式中：ma為濕空氣的質(zhì)量流量，kg/s；hai、hao分別為蒸發(fā)器進(jìn)、出口空氣焓值，kJ/kg。

制冷劑側(cè)制冷量：

Qr=mr(heo-hei)

(2)

式中：mr為制冷劑的質(zhì)量流量，kg/s；hei、heo分別為蒸發(fā)器進(jìn)、出口制冷劑焓值，kJ/kg。

過(guò)熱度：

T=Teo-Teos

(3)

式中：Teo為蒸發(fā)器出口溫度，℃；Teos為蒸發(fā)器出口壓力所對(duì)應(yīng)的飽和溫度，℃。

壓降：

p=pei-peo

(4)

式中：pei為蒸發(fā)器入口壓力，kPa；peo為蒸發(fā)器出口壓力，kPa。

在驗(yàn)證了蒸發(fā)器空氣側(cè)和制冷劑側(cè)的熱平衡誤差均小于5%的前提下，最終選擇空氣側(cè)換熱量作為蒸發(fā)器制冷量。

3.2 過(guò)熱度對(duì)CO2微通道蒸發(fā)器能力的影響

本文控制閥前溫度30 ℃，閥前壓力9 MPa的實(shí)驗(yàn)條件(表3)，這也是實(shí)驗(yàn)過(guò)程中相對(duì)容易實(shí)現(xiàn)的工況。同時(shí)，當(dāng)充注量達(dá)到1.1 kg，滿足其他控制條件下，過(guò)熱度可以實(shí)現(xiàn)從10.5 K到無(wú)過(guò)熱的調(diào)節(jié)過(guò)程。圖8所示為蒸發(fā)器出口過(guò)熱度與系統(tǒng)流量的關(guān)系。可以看出流量隨過(guò)熱度的減小而增大，這是因?yàn)樵诮档瓦^(guò)熱度的過(guò)程中主要依靠開(kāi)閥實(shí)現(xiàn)，造成制冷劑流量增大，另外開(kāi)閥的直接結(jié)果是低壓上升，高壓下降，為了保持蒸發(fā)溫度不變就必須調(diào)高壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速，也增大了制冷劑流量。也可從圖4理論分析可知，無(wú)論采取何種措施，只要過(guò)熱度減小，CO2密度就會(huì)增大，系統(tǒng)流量變大。

圖8 蒸發(fā)器出口過(guò)熱度與系統(tǒng)流量的關(guān)系Fig.8 Relations between evaporator outlet superheat and system mass flow rate

從圖8中還可以看出，不同充注量下過(guò)熱度的可調(diào)節(jié)范圍不同。當(dāng)充注量過(guò)少時(shí)，過(guò)熱度始終較大且無(wú)法降低，一方面是充注量過(guò)少吸氣過(guò)熱度會(huì)增大，排氣溫度很容易達(dá)到限定值120 ℃，另一方面受壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速的限制，繼續(xù)開(kāi)閥無(wú)法保持蒸發(fā)溫度不變，導(dǎo)致過(guò)熱度調(diào)節(jié)范圍較??；當(dāng)充注量過(guò)大時(shí)，過(guò)熱度始終較小，很容易達(dá)到無(wú)過(guò)熱的狀態(tài)，此時(shí)吸氣過(guò)熱度需要通過(guò)風(fēng)扇端子電壓來(lái)保證，過(guò)熱度調(diào)節(jié)范圍同樣較小。該系統(tǒng)中，只有當(dāng)充注量在1.1 kg左右時(shí)，才能實(shí)現(xiàn)過(guò)熱度較大范圍的調(diào)節(jié)，后續(xù)研究都將在此充注量下進(jìn)行。

圖9所示為過(guò)熱度對(duì)蒸發(fā)器壓降的影響。壓降是評(píng)判蒸發(fā)器性能的重要指標(biāo)，在保證蒸發(fā)器制冷能力的同時(shí)需盡量減小壓降，但兩者往往又是相悖的。由圖9可知，壓降隨著過(guò)熱度減小不斷增大，最大達(dá)到170 kPa，這是因?yàn)殡S著過(guò)熱度減小，蒸發(fā)器內(nèi)流量增大，流動(dòng)阻力隨之增大。

圖9 過(guò)熱度對(duì)蒸發(fā)器壓降的影響Fig.10 Impacts of superheat on evaporator pressure drop

圖10 過(guò)熱度對(duì)蒸發(fā)器制冷量的影響Fig.10 Impacts of superheat on evaporator cooling capacity

圖10所示為蒸發(fā)器出口過(guò)熱度對(duì)制冷量的影響。在1.1 kg CO2充注量下，隨著閥的開(kāi)度增大，調(diào)高壓縮機(jī)轉(zhuǎn)速保持蒸發(fā)溫度，同時(shí)調(diào)節(jié)氣冷器室環(huán)境參數(shù)保證閥前狀態(tài)不變，過(guò)熱度不斷下降，直至蒸發(fā)器出口干度維持在0.95左右，可知整個(gè)過(guò)程蒸發(fā)器制冷量不斷上升，最多提升57.9%。此外，隨著過(guò)熱度減小，制冷量提升可以大致分為3個(gè)階段：階段Ⅰ過(guò)熱度大于8 K，蒸發(fā)器中存在較大的過(guò)熱區(qū)，過(guò)熱度對(duì)制冷量的影響不大；階段Ⅱ過(guò)熱度逐漸減小直至2 K，制冷量呈加速增長(zhǎng)，主要是因?yàn)閮上鄥^(qū)核態(tài)沸騰的表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)遠(yuǎn)大于過(guò)熱區(qū)表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)，蒸發(fā)器中兩相區(qū)隨過(guò)熱度減小相對(duì)越來(lái)越大；階段Ⅲ過(guò)熱度小于2 K，制冷量增長(zhǎng)速度減慢逐漸趨于平穩(wěn)，此時(shí)通過(guò)風(fēng)側(cè)的換熱量推算出制冷劑側(cè)換熱量，得到制冷劑焓差，進(jìn)而計(jì)算得到蒸發(fā)器出口干度維持在0.95左右，實(shí)際上已無(wú)過(guò)熱。

查詢(xún)已有公開(kāi)文獻(xiàn)可以得到過(guò)熱度對(duì)其他制冷劑蒸發(fā)器性能的影響[2]，如圖11所示。選取一定基準(zhǔn)，以制冷量提升百分比的形式比較4種不同制冷劑的差異，顯然過(guò)熱度對(duì)CO2蒸發(fā)器的影響比R22、R134a、R410A都大得多，一方面從理論分析來(lái)看，CO2的密度隨過(guò)熱度變化比其他制冷劑更加敏感，因此造成的系統(tǒng)流量隨過(guò)熱度的影響更大；另一方面CO2蒸發(fā)器的扁管孔徑小，隨著過(guò)熱度的增大，氣相占據(jù)越來(lái)越大的空間，表面?zhèn)鳠嵯禂?shù)降低，對(duì)換熱性能造成非常大的影響，相比于其他孔徑較大的蒸發(fā)器，這種影響就顯得更為明顯。

3.3 過(guò)熱度對(duì)出風(fēng)溫度的影響

實(shí)驗(yàn)過(guò)程中采用紅外熱像技術(shù)拍攝蒸發(fā)器表面溫度分布。如圖12所示，蒸發(fā)器出口過(guò)熱度分別為10 K、6 K、3 K、無(wú)過(guò)熱(蒸發(fā)器出口干度為0.95)，可以看出隨著過(guò)熱度的減小，蒸發(fā)器表面溫度分布越趨均勻一致。

圖11 過(guò)熱度對(duì)不同制冷劑蒸發(fā)器制冷量的影響比較Fig.11 Impacts of superheat on evaporator cooling capacity with different refrigerants

圖12 過(guò)熱度對(duì)CO2微通道蒸發(fā)器表面溫度分布的影響Fig.12 Impacts of superheat on the temperature distribution on CO2 evaporator surface

應(yīng)用紅外線熱像拍攝的方法只能拍到蒸發(fā)器的進(jìn)風(fēng)側(cè)，而另一側(cè)處在風(fēng)洞中，無(wú)法拍到出風(fēng)側(cè)的溫度分配情況，因此在蒸發(fā)器表面以等距離d均勻布置熱電偶，上下左右距離換熱器邊界為d/2，共布置了30個(gè)熱電偶溫度測(cè)點(diǎn)如圖13所示。最終把每個(gè)過(guò)熱度工況下得到的30個(gè)測(cè)點(diǎn)溫度的均方差作為均勻性的指標(biāo)，如圖14所示，30個(gè)熱電偶測(cè)得的溫度均方差隨過(guò)熱度減小而降低，說(shuō)明蒸發(fā)器出風(fēng)側(cè)溫度均勻性不斷改善，當(dāng)蒸發(fā)器出口干度在0.95左右時(shí)均勻性最好。圖15所示為出風(fēng)溫度隨時(shí)間的變化，可知出風(fēng)溫度隨時(shí)間的增加而降低，在10 min左右穩(wěn)定，此時(shí)最低溫度為9.6 ℃。圖16所示為過(guò)熱度對(duì)蒸發(fā)器出風(fēng)側(cè)溫度分布的影響，蒸發(fā)器出口過(guò)熱度分別為10 K、6 K、3 K、無(wú)過(guò)熱(蒸發(fā)器出口干度為0.95)，隨著過(guò)熱度的減小，蒸發(fā)器出風(fēng)溫度分布越趨均勻一致。

圖13 蒸發(fā)器表面熱電偶溫度測(cè)點(diǎn)布置Fig.13 The layout of thermocouples on evaporator surface

圖14 過(guò)熱度對(duì)出風(fēng)溫度均勻性的影響Fig.14 Impacts of superheat on uniformity of air outlet temperature distribution

圖15 出風(fēng)溫度隨時(shí)間變化Fig.15 The air outlet temperature varying with time

圖16 過(guò)熱度對(duì)CO2微通道蒸發(fā)器出風(fēng)溫度分布的影響Fig.16 Impacts of superheat on the temperature distribution on air outlet side of CO2 evaporator

4 結(jié)論

本文利用CO2電子膨脹閥對(duì)蒸發(fā)器出口過(guò)熱度進(jìn)行精準(zhǔn)調(diào)節(jié)，研究了出口過(guò)熱度對(duì)CO2微通道蒸發(fā)器性能的影響，結(jié)果表明：CO2微通道蒸發(fā)器制冷能力隨出口過(guò)熱度的減小而提升，隨著過(guò)熱度的減小，制冷能力的提升存在3個(gè)具有顯著差異的階段，制冷量增長(zhǎng)速度各異，在過(guò)熱度范圍內(nèi)蒸發(fā)器的能力最多提升57.9%，與其他制冷劑相比，過(guò)熱度對(duì)CO2的影響更大；減小蒸發(fā)器出口過(guò)熱度能夠顯著改善出風(fēng)溫度均勻性。

[1] 梁彩華,張小松,徐國(guó)英.過(guò)熱度變化對(duì)制冷系統(tǒng)性能影響的仿真與試驗(yàn)研究[J].流體機(jī)械,2005,33(9):43-47.(LIANG Caihua, ZHANG Xiaosong, XU Guoying. Simulative and experimental studies on the effect of superheat degree on the refrigeration system performance[J].Fluid Machinery, 2005,33(9):43-47.)

[2] 梁莉,王偉,劉吉營(yíng),等.過(guò)熱度對(duì)翅片管蒸發(fā)器性能影響的模擬研究[J].建筑節(jié)能,2017,45(2):105-108. (LIANG Li, WANG Wei, LIU Jiying, et al. Simulation of the influence of superheat on fin-tube evaporator performance[J].Building Energy Efficiency, 2017,45(2):105-108.)

[3] 嚴(yán)瑞東,施駿業(yè),陳江平.蒸發(fā)器出口過(guò)熱度對(duì)汽車(chē)空調(diào)性能影響的實(shí)驗(yàn)研究[J].制冷學(xué)報(bào),2014,35(3):86-89. (YAN Ruidong, SHI Junye, CHEN Jiangping. Experimental study on the effect of superheat on performance of automotive air-conditioning[J].Journal of Refrigeration, 2014,35(3): 86-89.)

[4] 仲華,唐雙波,陳芝久,等. 轎車(chē)空調(diào)中蒸發(fā)器過(guò)熱度及蒸發(fā)溫度對(duì)送風(fēng)溫度的影響研究[J]. 流體機(jī)械,2001,29(4):50-52. (ZHONG Hua, TANG Shuangbo, CHEN Zhijiu,et al. The study on effect of evaporator superheat on evaporator and wind temperature[J]. Fluid Machinery, 2001,29(4):50-52.)

[5] 朱宇驍,梁媛媛,陳江平. 客車(chē)空調(diào)平行流蒸發(fā)器研制[J]. 制冷學(xué)報(bào),2017,38(1):47-53,72. (ZHU Yuxiao, LIANG Yuanyuan, CHEN Jiangping. Development of micro-channel evaporators for bus air conditioner[J].Journal of Refrigeration, 2017,38(1):47-53,72.)

[6] 虞中旸,陶樂(lè)仁,王超,等.變制冷劑流量制冷系統(tǒng)過(guò)熱度振蕩機(jī)理實(shí)驗(yàn)研究[J].制冷學(xué)報(bào),2017,38(1):100-106,112. (YU Zhongyang, TAO Leren, WANG Chao,et al. Experiment on hunting mechanism of superheated temperature of a variable refrigerant volume refrigeration system[J]. Journal of Refrigeration, 2017,38(1):100-106,112.)

[7] 虞中旸,陶樂(lè)仁,王超,等. 低頻率下電子膨脹閥調(diào)節(jié)對(duì)制冷系統(tǒng)性能的影響[J].制冷學(xué)報(bào),2016,37(6):91-96. (YU Zhongyang, TAO Leren, WANG Chao, et al. Effect of electronic expansion valve adjustment on performance of refrigeration system at low compression frequency[J].Journal of Refrigeration, 2016,37(6):91-96.)

[8] 陳江平,穆景陽(yáng),劉軍樸,等.二氧化碳跨臨界汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)開(kāi)發(fā)[J].制冷學(xué)報(bào),2002,23(3):14-17. (CHEN Jiangping, MU Jingyang, LIU Junpu, et al. Development of the trans-critical carbon-dioxide automotive air-conditioning system[J]. Journal of Refrigeration, 2002,23(3):14-17.)

[9] 金紀(jì)峰.采用微通道換熱器的二氧化碳汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)研究[D].上海:上海交通大學(xué),2011. (JIN Jifeng. Research on a carbon dioxide automobile air conditioning system using microchannel heat exchangers[D]. Shanghai:Shanghai Jiao Tong University, 2011.)

[10] 張會(huì)勇,李俊明,王補(bǔ)宣.過(guò)熱度和高壓壓力對(duì)跨臨界CO2汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)的影響[J].清華大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué)版),2005(11):133-136.(ZHANG Huiyong, LI Junming, WANG Buxuan. Effects of superheat temperature and high pressure on trans-critical automobile air conditioning system using carbon dioxide as refrigerant[J]. Tsinghua Science and Technology(Science and Technology), 2005(11):133-136.)

[11] 趙宇.R1234yf汽車(chē)空調(diào)系統(tǒng)性能研究[D].上海:上海交通大學(xué),2013.(ZHAO Yu. Study on the performance of automobile air conditioning systems with R1234yf[D]. Shanghai: Shanghai Jiao Tong University, 2013.)

[12] ZHAO Y, OHADI M M, FRANCA F H R, Experimental heat transfer coefficients of CO2in a microchannel evaporator[J].ASHRAE Transactions, 2003, 109 (1):533-541.

[13] YOON S H, CHO E S, HWANG Y W, et al, Characteristics of evaporative heat transfer and pressure drop of carbon dioxide and correlation development[J]. International Journal of Refrigeration, 2004, 27(2):111-119.

[14] PETTERSEN J. Two-phase flow patterns in microchannel vaporization of CO2at near-critical pressure[J]. Heat Transfer Engineering, 2004, 25(3), 52-60.

[15] Road vehicles-R744 air-conditioning systems: evaporator-DIN SPEC 74113—2015[S]. Germany: VDA, 2015.

[16] ZHAO Y, MOLKI M, OHADI M M, et al. Flow boiling of CO2in microchannels[J].ASHRAE Transactions, 2000, 106:437-445.